Розділ 9 розрахунок і проектування допоміжних вузлів преса

У залежності від функціонального призначення допоміжні механізми кривошипних пресів поділяються на три групи:

• механізми для розширення технологічних можливостей (виштовхувачі, притискні пристрої);

• механізми для полегшення налагодження преса і штампового оснащення (механізми регулювання закритої висоти, ходу повзуна, висувні столи, гальмо маховика й ін.);

• механізми для підвищення експлуатаційної надійності і поліпшення умов праці (врівноважувачі, запобіжні пристрої, пристрої для виводу з розпору, проти шумні пристрої, контрольні й індикаторні пристрої).

9.1. Розрахунок виштовхувачів

У загальному випадку виштовхувачі складаються зі штовхальника і привода. У залежності від призначення і типорозміру прес може мати декілька виштовхувачів, але, як правило, він обладнаний верхнім і нижнім виштовхувачами.

Виштовхувачі розрізняються по типу привода і місцеві розташування в пресі. Жорсткі виштовхувачі застосовуються в пресах зусиллям до 1 МН. Їхній привод здійснюється від повзуна чи шатуна. У прес-автоматах привод виштовхувачів виконується від голов­ного вала через спеціальний кулачковий механізм.

Пневматичні виштовхувачі застосовують практично у всіх типах пресів зусиллям понад 1 МН. У листоштампувальних універсальних пресах функції виштовхувачів звичайно сполучені з притиском заготівлі і здійснюються притискними пневматичними і гідропневматичними подушками.

Гідравлічні виштовхувачі не знайшли застосування в кривошипних пресах через складне обслуговування, більшу вартість і недостатньої швидкодії.

Розрахунок виштовхувачів виконується по загальновідомих методиках розрахунку подібних механізмів. Основними даними для розрахунку є розрахункове зусилля виштовхувача і хід штовхальника. Розрахункове зусилля виштовхувачів пресів складає (0,06…0,10)Р_н, величина ходу виштовхувача складає (0,2...0,5)S_н. Зусилля і хід нижнього виштовхувача приймаються на (10...20) % більше чим для верхнього.

Місце розташування виштовхувачів і технічні параметри (зусилля і хід) вказують у технічній характеристиці преса.

9.2. Розрахунок притискних пристроїв

Притискні пристрої застосовуються в листоштампувальних універсальних пресах для здійснення операцій витяжки, притиску заготовки при різанні, утримання по контурі при формуванні і гнутті. Притискні пристрої можуть використовуватися як виштовхувачі.

По принципу дії притискні пристрої розподіляються на пневматичні і гідропневматичні.

Пневматичні подушки мають як силовий елемент один чи кілька пневматичних циліндрів. Однопоршньові подушки застосовують у пресах зусиллям до 1,6 МН. У більш великих пресах застосовують багатопоршньові подушки.

Для виконання функцій виштовхування подушки повинні мати спеціальні пристрої, що утримують поршень протягом деякого часу після проходження повзуном крайнього нижнього положення – гід­ропневматичний утримувач.

Використання пневматичних подушок приводить до збільшення витрати енергії на ділянці робочого ходу, яка не завжди повертається в привод у період холостого ходу.

Розрахунок пневматичних подушок зводиться до визначення ходу і діаметра поршня при заданому максимально зусиллі і відомому тиску повітря в магістралі. Хід подушки приймається рівним (0,3...0,5)S_н, а максимальне зусилля (0,05...0,20)Р_н.

Зусилля притиску і виштовхування в пневматичних подушок однакові і визначаються по формулі

, (9.1)

де n – число циліндрів подушки;

d – діаметр поршня;

p – тиск повітря в циліндрі подушки, приймається не більше 0,5 МПа.

У кривошипних пресах зусиллям понад 1 МН рекомендується застосування гідропневматичних подушок, які найкраще виконують функції притиску заготовки, виштовхування і, при цьому, забезпечують високу надійність, працездатність і простоту обслуговування.

Схема гідропневматичної подушки показана на рис. 9.1.

Рис. 9.1. Гідропневматична подушка

1 – пневматичний поршень; 2 – розподільний клапан; 3– гідравлічний акумулятор; 4 – гідравлічний клапан; 5 – поршень силовий

Основними параметрами подушок є максимальне зусилля притиску при ході плунжера вниз, зусилля виштовхування при ході повзуна нагору і хід плунжера.

У гідропневматичній подушці тиск притиску і виштовхування різні. Зусилля притиску визначається по залежності

, (9.2)

а зусилля виштовхування

, (9.3)

де D_г – діаметр робочого поршня верхнього циліндра (поз. 5 на рис. 9.1);

D_п – діаметр поршня пневматичного циліндра подушки (поз. 1 на рис. 9.1);

d_к – діаметр прохідного перетину клапана (поз. 4 на рис. 9.1);

n – число подушок.

З цих формул випливає, що зусилля притиску перевищує зусилля виштовхування на величину відношення .

Зусилля притиску приймається

, (9.4)

а зусилля виштовхування

, (9.5)

де k_пр, k_у – відповідно, коефіцієнт долі притиску і відношення зусилля притиску і виштовхування.

Коефіцієнт k_пр становить 0,2…0,25, а коефіцієнт k_у не більше 2,5…3.

Переміщення плунжера як і для пневматичних подушок, становить (0,3…0,5)S_н.

Якщо задаватися відношенням зусиль притиску і виштовхування k_р, то діаметр гідравлічного циліндру буде з формули (9.2)

, (9.6)

Тиск в гідроциліндрі в момент відкриття клапану 4 з урахуванням залежності (9.5) більше тиску стислого повітря в k_у раз.

Діаметр прохідного перетину клапана визначається з умови обмеження швидкості перетікання рідини через отвір клапану

, (9.7)

де V_с – середня швидкість поршня гідравлічного циліндру за час робочого ходу

;

S_н, n_н – відповідно номінальний хід повзуна і номінальне число ходів повзуна за хв.;

v_ж – припустима швидкість витікання рідини, прийнята рівною 6 м/с.

Діаметр пневматичного циліндра тоді становить

. (9.8)

Обсяг рідини в ресивері приймається рівним

, (9.9)

де S – хід плунжера робочого циліндра, який становить (0,2…0,3) S_н;

V_ц – обсяг рідини, що витісняється з робочого циліндра за один хід.

Коефіцієнт 1,1...1,15 враховує втрати в трубопроводах.

Обсяг повітряного ресивера приймається п’ятикратному обсягу рідини.

Після розрахунку тисків в циліндрах виконується розрахунок цих циліндрів на міцність.

Товщина стінки циліндра визначається по формулі

, (9.10)

де [σ]_доп – допустиме напруження матеріалу циліндра, для чавуна СЧ 21 приймається [σ]_доп=35 МПа, для сталі Ст3 [σ]_доп=60 МПа.

D – внутрішній діаметр циліндра, що розраховується;

p – внутрішній тиск у циліндрі.

Товщина днища пневматичних циліндрів визначається по формулі

, см (9.11)

де P – повне навантаження на днище;

m – величина, зворотна коефіцієнту Пуассона (0,325 МПа);

[σ]_доп – допустиме напруження матеріалу циліндра, для сталі [σ]_доп=60 МПа.

Для пневматичних ресиверів розраховуються:

– товщина стінок циліндричної частини

, см (9.12)

– товщина стінок торцевих сферичних днищ

, см (9.13)

де [σ]_р – допустиме напруження на розтягання матеріалу циліндра, для сталі Ст3 [σ]_р = 75 МПа;

σ_в – межа міцності на розтягування, для сталі Ст3 σ_в = 380 МПа;

n – коефіцієнт запасу міцності, n = 3,25;

c, c₁ – додаткові розміри, що враховують корозійний знос (c = 0,1 см, c₁ = 0,2 см);

R – внутрішній радіус днища ресивера, см;

y – коефіцієнт, що враховує форму днища, приймається по табл. 9.1;

f – коефіцієнт, що враховує наявність звареного шва, f = 0,65.

Таблиця 9.1